花生脫殼機的設計及運動仿真【三維PROE建模】【含16張CAD圖紙】

花生脫殼機的設計及運動仿真【三維PROE建模】【含16張CAD圖紙】,三維PROE建模,花生,脫殼,設計,運動,仿真,三維,proe,建模,16,cad,圖紙 梧州學院 畢業(yè)設計（論文）任務書 課題名稱 花生脫殼機的設計 系 部 電子信息工程系 專 業(yè) 機械設計制造及自動化 班 級 2010級1班 學 號 1001901129 姓 名 張俊 指導教師（簽名） 年 月 日 教研室主任（簽名） 年 月 日 一、課題的內(nèi)容和要求： 花生脫殼機有機架、風扇、轉子、單相電機、篩網(wǎng)(有大小兩種)、入料斗、震動篩、三角帶輪及其傳動三角帶等組成。機具正常運轉后，將花生定量、均勻、連續(xù)地投入進料斗，花生在轉子的反復打擊、摩擦、碰撞作用下，花生殼破碎?；ㄉ＜捌扑榈幕ㄉ鷼ぴ谵D子的旋轉風壓及打擊下，通過一定孔徑的篩網(wǎng)(花生第一次脫粒用大孔篩網(wǎng)，清選后的小皮果更換成小孔篩網(wǎng)進行第二次脫殼)，這時，花生殼、粒受到旋轉風扇的吹力作用，重量輕的花生殼被吹出機體外，花生粒通過震動篩的篩選達到清選的目的。 1、脫殼干凈、生產(chǎn)率高，對有清選裝置的脫殼機，還要求有較高的清潔度。 2、損失率低、破碎率小。 3、結構簡單，使用可靠，調(diào)整方便，功率消耗少，有一定的通用性，能脫多種作物，以提高機具的利用率。 二、設計的技術要求與數(shù)據(jù)（或論文主要內(nèi)容）： 技術要求： 1、 刮板的半徑及轉速初定。 2、 花生脫殼機的效率計算。 3、刮板所需功率計算。 4、傳動方案擬定。 5、電動機的選擇。 6、傳動裝置的運動和參數(shù)計算。 三、設計（論文）工作起始日期： 自 2013年 月 日起，至 2013 年 月 日止。 四、進度計劃與應完成的工作： 第1周：根據(jù)畢業(yè)設計題目，查閱相關資料。 第2-3周：整理搜集到資料，分析花生脫殼機結構及其工作原理，提出總體設計思路，確定總體設計方案，并畫出機構運動簡圖等。 第4周：撰寫開題報告。 第5周：修改并完成開題報告。 第6-7周：繪制重要零件圖及總裝配圖。 第8-9周：完成其余各項附件裝置的結構選擇和設計。 第10-11周：撰寫畢業(yè)設計論文。 第12周：論文檢查、修改，形成終稿，準備答辯。 五、主要參考文獻、資料： 摘要 花生脫殼機是將花生莢果去掉外殼而得到花生仁的場上作業(yè)機械，由于花生本身的生理特點決定了花生脫殼不能與花生的田間收獲一起進行聯(lián)合作業(yè)，而只能在花生莢果的含水率降到一定程度后才能進行脫殼。通過高速旋轉的機體，把花生外殼脫掉，而且保持花生完整的機器。本文先完成了差速輥對滾方式的脫殼機的總體設計并盡可能的進行機構簡化，通過對脫殼、清洗動作的研究、分解，確定了機器的運動形式和要求，執(zhí)行機構進行回轉運動，機構之間采用齒輪傳動，以此為基礎設計了傳動方案。為驗證設計理論的合理性，利用三維建模軟件Pro/ENGINEER建立了該傳動系統(tǒng)的三維實體模型，對傳動系統(tǒng)設計進行驗證和實現(xiàn)，通過三維模型可更直觀的了解系統(tǒng)的裝配關系以及整機尺寸等參數(shù)，為設計提供參考。 關鍵詞：花生； 脫殼機； 差速對輥； 三維建模； 傳動設計  Abstract Peanut shelling machine peanut pod is obtained by removing the shell peanuts in field operating machinery due to their physiological characteristics of peanut peanut sheller decided not to conduct joint operations with the peanut harvest field , but only water in peanut pods shelling rate dropped to a certain extent . Through high-speed rotation of the body , the peanut shell off , and keep the peanut complete machine . This article first complete the overall design of the roll- way differential speed roll sheller and simplify the organization as much as possible , through the shelling, cleaning action research , decomposition, and requirements to determine the form of exercise machines , rotary actuators conduct between the use of gear movement , institution , as a basis for the design of the transmission scheme . To verify the reasonableness of the design theory , the use of three-dimensional modeling software Pro / ENGINEER to establish a three-dimensional solid model of the drive system , the drive system to validate the design and implementation of a three-dimensional model by fitting the relationship can be more intuitive understanding of the system and the machine size and other parameters to provide a reference design . Keywords : peanut ; sheller ; differential roll ; dimensional modeling ; drive design  目錄 第一章 前言 4 （一） 花生脫殼機的介紹及方案 4 1.1花生脫殼機的背景 4 1.2 國內(nèi)發(fā)展狀況 4 1.3 研究的意義 5 1.4 論文研究主要內(nèi)容 5 第二章 花生脫殼機設計分析 6 （一）參數(shù)設定及工作原理 6 2.1 設計要求 6 2.2 功能分解 6 2.3 工作原理 6 2.4 工作流程圖 7 第三章 執(zhí)行功能方案設計 7 （一）總體方案擬定 7 3.1 擠壓和撕搓方案選擇 7 3.2 總體方案設計 9 3.3最終方案PROE裝配圖 10 第四章 總體設計計算 10 （一）動力部分的設計 10 4.1材料分析及選擇 10 4.2 原動機選擇 11 4.3電動機帶輪與快輥傳動設計 13 4.4電動機帶輪與慢輥帶輪傳動設計 17 4.5換向齒輪傳動設計 19 4.6清選裝置設計 24 4.7軸的設計 28 4.8慢速輥軸設計 32 4.9換向齒輪軸設計 35 4.10軸承校核與潤滑 40 4.11鍵校核 40 第五章 花生脫殼機的PROE建模及其仿真 41 （一）Pro/Enginee建模 41 5.1 Pro/Engineer簡介 41 5.2重要零部件的三維造型 42 5.3 裝配圖 47 5.4 運動仿真 48 第6章 設計小結 51 致 謝 52 參考文獻 53 第一章 前言 （一） 花生脫殼機的介紹及方案 1.1花生脫殼機的背景 花生在制取油脂、制取花生蛋白、生產(chǎn)花生儀器以及在花生貿(mào)易出口時，都需要對花生進行預處理加工。花生的預處理主要包括花生的剝殼和分級、破碎、軋胚和蒸炒等。 花生在加工或作為出口商品時，需要進行剝殼加工?；ㄉ谥迫∮椭瑫r，剝殼的目的是為了提高出油率， 提高毛油和餅粕的質(zhì)量，利于軋胚等后續(xù)工序的進行和皮殼的綜合利用。傳統(tǒng)的剝殼為人力手工剝殼，手工剝殼不僅手指易疲勞、受傷，而且工效很低，所以花生產(chǎn)區(qū)廣大農(nóng)民迫切要求用機器來代替手工剝殼?；ㄉ鷦儦C的誕生在很大程度上改變了這種局面，使花生產(chǎn)區(qū)的農(nóng)民不必再采用最原始的剝殼方法進行剝殼，從而大大地減輕了農(nóng)民的體力勞動，同時還提高了花生剝殼的效率。 花生脫殼機是將花生莢果去掉外殼而得到花生仁的場上作業(yè)機械。由于花生本身的生理特點決定了花生脫殼不能與花生的田間收獲一起進行聯(lián)合作業(yè)，而只能在花生莢果的含水率降到一定程度后才能進行脫殼。隨著花生種植業(yè)的不斷發(fā)展，花生手工脫殼已無法滿足高效生產(chǎn)的要求，實行脫殼機械化迫在眉睫。 1.2 國內(nèi)發(fā)展狀況 我國花生脫殼機的研制自1965年原八機部下達花生脫殼機的研制課題以來，已有幾十種花生脫殼機問世。只進行單一脫殼功能的花生脫殼機結構簡單，價格便宜，以小型家用為主的花生脫殼機在我國一些地區(qū)廣泛應用，能夠完成脫殼、分離、清選和分級功能的較大型花生脫殼機在一些大批量花生加工的企業(yè)中應用較為普遍。國內(nèi)現(xiàn)有的花生脫殼機種類很多，如6BH一60型花生剝殼機、6BH一20B型花生剝殼機、6BH一20型花生脫殼機等(技術參數(shù)見附表)，其作業(yè)效率為人工作業(yè)效率的2O～60倍以上。錦州俏牌集團生產(chǎn)的TFHS1500型花生除雜脫殼分選機組一次能實現(xiàn)花生原料的脫殼、除皮、分選，是一種比較先進的花生后期生產(chǎn)機械。6BK一22型花生脫殼機是一種一次喂料就可完成花生脫殼工作的機械，經(jīng)風力初選、風扇振動、分層分離、復脫清選分級后的花生仁可直接裝袋入庫。6BH一1800型花生脫殼機械采用了三軋輥混合脫殼結構，能夠進行二次脫殼。而隨著我國花生產(chǎn)業(yè)的進一步調(diào)整，花生產(chǎn)量逐年增加，花生的機械化脫殼程度將大幅提高，花生脫殼機械將擁有廣闊的發(fā)展前景。 1.3 研究的意義 花生在制取油脂、制取花生蛋白、生產(chǎn)花生儀器以及在花生貿(mào)易出口時，都需要對花生進行預處理加工?；ㄉ念A處理主要包括花生的剝殼和分級、破碎、軋胚和蒸炒等。 花生生產(chǎn)機械化是農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化的重要組成部分，是農(nóng)業(yè)和農(nóng)村經(jīng)濟持續(xù)快速發(fā)展的重要保證，近年來，花生機械裝備總量不斷穩(wěn)步增長，作業(yè)水平進一步提高，社會化服務規(guī)模不斷擴大，雖然目前花生脫殼機械化水平較高，但是多應用于經(jīng)濟發(fā)達地區(qū)與示范推廣區(qū)，并且小型機械多、大型機械少，低檔機械多、高性能機械少。在一些地區(qū)，用作種子和特殊用途的花生仁仍采用傳統(tǒng)的手工剝殼，勞動生產(chǎn)率低，區(qū)域性發(fā)展不平衡。進入21世紀，我國花生生產(chǎn)機械化開始了新的發(fā)展階段，農(nóng)業(yè)結構調(diào)整發(fā)生了新的變化，也對花生機械的發(fā)展產(chǎn)生了積極而深遠的影響，不僅拉動了新的有效需求，而且構筑了適合花生生產(chǎn)機械化發(fā)展的新舞臺，為花生生產(chǎn)機械化真正成為農(nóng)村經(jīng)濟發(fā)展的推動器提供了廣闊的市場發(fā)展條件。在一些地區(qū)推進花生生產(chǎn)機械化的過程中，相繼出臺了鼓勵和扶持農(nóng)民購買花生機械、開展花生機械作業(yè)服務的優(yōu)惠政策和措施，調(diào)動了農(nóng)民購買花生機械的積極性，形成了新的市場需求。隨著花生種植業(yè)的不斷發(fā)展，國內(nèi)外對花生深加工產(chǎn)品的需求不斷增大，提高花生脫殼機械化作業(yè)水平成為必然。花生脫殼機在提高勞動生產(chǎn)率，減輕勞動強度方面起到了積極的作用，促進了花生加工業(yè)的科技進步，為花生脫殼機械的發(fā)展提供了空間。 1.4 論文研究主要內(nèi)容 本課題研究是以花生脫殼機傳動系統(tǒng)為研究對象，最先完成了花生脫殼機的總體設計，闡述了設計的過程和方案的比較選擇。設計出結構簡單、成本低、維修簡單方便的卷棉機。利用Pro/e軟件設計零件實體模型，建立花生脫殼器傳動系統(tǒng)三維實體模型，并生成二維圖。 1.主要從以下幾個方面入手： 1）根據(jù)脫殼機功能要求，分解運動； 2）對擠壓、撕搓、清洗三個功能的機構的方案選擇； 3）機械運動參數(shù)計算，包括機械傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構進行運動尺寸計算； 4）根據(jù)脫殼機整體布局，設計傳動路線和方案； 5）畫出方案示意圖； 6）利用三維建模軟件Pro/ENGINEER建立設計的三維實體模型； 7）完成零件圖，裝配圖； 8）總結。 2.研究中所要突破的難題是: 1)結構簡單化； 2)零件尺寸的計算確定； 3)建立準確的三維模型，方便設計。 第二章 花生脫殼機設計分析 （一）參數(shù)設定及工作原理 2.1 設計要求 脫殼輥相關參數(shù) 項目 代號 參數(shù)值 快輥直徑 dk 350mm 慢輥直徑 dm 350mm 快輥轉速 nk 350r/min 慢輥轉速 nm 250r/min 快慢輥長度 l 420mm 脫殼最小間隙 lj 10mm 快慢輥速度差 v0 1.5m/s 2.2 功能分解 擠壓:慢速輥將花生帶入間隙進行擠壓。 撕搓: 快速輥將受擠壓的花生高速旋轉進行撕搓。 清洗:分離的花生和花生殼在振動篩震動和風機吹氣作用下分離。 2.3 工作原理 擠壓法脫殼是靠一對直徑相同轉動方向相反，轉速相等的圓柱輥，調(diào)整到適當間隙，使花生莢果通過間隙時受到輥的擠壓而破殼。莢果能否順利地進入兩擠壓輥的間隙，取決于擠壓輥及與莢果接觸的情況。要使莢果在兩擠壓輥間被擠壓破殼，莢果首先必須被夾住，然后被卷入兩輥間隙。兩擠壓輥間的間隙大小是影響籽粒破損率和脫殼率高低的重要因素。 慢速輥 2.4 工作流程圖 快速輥 花生殼和花生 脫殼機功能 花生 振動篩分離 風機 圖2-2工作流程圖 第三章 執(zhí)行功能方案設計 （一）總體方案擬定 3.1 擠壓和撕搓方案選擇 方案一：如圖3-1所示，最上面是料斗，料斗下方是脫殼箱集料斗可與脫殼箱設計為一個整體。在剝殼箱內(nèi)，花生必須經(jīng)過滾筒與機箱內(nèi)壁的撞擊和擠壓作用才能進行剝殼，因此，將刮板設計置在剝殼箱內(nèi)?；ㄉ?jīng)過滾筒的撞擊和擠壓進行剝殼后，要經(jīng)過位于脫殼箱底部的柵格，于是可以把柵格設計成一個半圓柵籠，將其固定在剝殼箱的下半箱內(nèi)?；ㄉ┻^柵格后經(jīng)過剝殼箱底部的出口往下落，在下落過程中，設計一個風機的吹入口，其作用是將經(jīng)過剝殼的花生殼與花生仁進行分離，重量稍重的不被風吹走，而重量較輕的花生殼將被風機吹來的氣流帶入到花生殼收集通道，通道的底部設計成一定角度。經(jīng)過分離的花生仁往下落，落入花生仁收集通道，將此通道與花生殼收集通道的底面設計成一個整體，這樣的設計可以讓被風吹走的花生仁通過自身的重量往下回滾到花仁收集通道。 圖3-1 1-機箱 2-滾筒 方案優(yōu)點：結構簡單、操作方便 缺點：脫殼效率低，顆粒較小的花生容易留在機箱內(nèi)部 方案二： 圖3-2 1-快速輥 2-輥軸 3-輥軸 4-慢速輥 如圖3-2所示，動力從電動機皮帶輪1傳出，快速輥3順時針轉動；在兩個換向齒輪5、7的換向作用下，慢速輥6逆時針轉動。這樣兩個轉速不一樣的滾筒就將花生帶入間隙。由于間隙較小，因此對花生有擠壓作用；而快速輥的轉速不一樣，就產(chǎn)生對花生的撕搓作用。在擠壓和撕搓的共同作用下，花生殼就會被除去。 方案優(yōu)點：利用本身的結構特點實現(xiàn)旋轉運動，結構簡單，方便操作控制，傳送穩(wěn)定，準確度較高，成本低。 通過比較，采用方案二結構更為簡單。 3.2 總體方案設計 如圖3-3所示，動力從電動機皮帶輪1傳出，快速輥3順時針轉動；在兩個換向齒輪5、7的換向作用下，慢速輥6逆時針轉動。這樣兩個轉速不一樣的滾筒就將花生帶入間隙。由于間隙較小，因此對花生有擠壓作用；而快速輥的轉速不一樣，就產(chǎn)生對花生的撕搓作用。在擠壓和撕搓的共同作用下，花生殼就會被除去。 去殼后，花生和花生殼的混合物就落在振動篩11上，振動篩在振動篩曲軸9的作用下做往復運動，較大的花生殼就被過濾掉，從振動篩的左邊流走。較小的花生殼和花生米在下落過程中受到風機10的作用，只要控制好送風量，較小的花生殼和粉塵就被吹走，得到清潔的花生米。 1.電動機皮帶輪 2.快速輥皮帶輪 3.快速輥 4.慢速輥皮帶輪 5、7.換向齒輪 6.慢速輥 8.振動篩皮帶輪 9.振動篩曲軸 10.清選風機 11.振動篩 圖3-3 花生脫殼機機構簡圖 3.3最終方案PROE裝配圖 3-4 Pro/e三維模型圖 第四章 總體設計計算 （一）動力部分的設計 4.1材料分析及選擇 前文中已經(jīng)列出了主要零件，在此將對各個零件的選材進行分析和選擇。 機體：考慮是加工站用，使用率很高，不經(jīng)常移動，可以采用HT200。 脫殼輥：采用Q235，承受的力較大，有一定的剛度。 托輥軸；由于受到彎矩、扭矩的作用，所有的軸均采用45鋼調(diào)質(zhì)處理。 齒輪：由于只起到換向作用，不需要采用不同的材料，因此都采用同一種材料，均使用45鋼調(diào)質(zhì)。 軸承蓋：采用HT200。 張緊輪：采用HT200。 振動篩：連桿采用45鋼，承受一定的沖擊載荷，振動篩采用45鋼。 4.2 原動機選擇 由第二節(jié)可以知道快輥和慢輥的轉速和各項尺寸設計參數(shù)。 無論輥的轉速如何，在兩輥之間的花生總是占據(jù)著一定的空間，那么這個空間所能夠容納花生的顆數(shù)也是一定的，這樣就可以估算兩個輥的受力情況?；ㄉ趦奢佒g的空間如圖4-1。 圖4-1 脫殼輥間花生占據(jù)的體積 花生所占用的體積 V=64.6×500×13=419900mm3 每顆花生的體積，根據(jù)所做的花生尺寸統(tǒng)計數(shù)據(jù) Vi=15×15×45=10125mm3 受力花生的顆數(shù) k=VVi=41990010125=42 按照每顆花生受40N的切向力計算，沿輥切線方向的力 Ft=40k=40×42=1680N 徑向力按照每顆花生受60N計算，沿輥徑向的力 Fr=60k=60×42=2520N 那么，整個機器消耗在脫殼上的功率 P1=Ft×v0=1680×1.5=2.5kW 另外估計振動篩所消耗的功率為P2=1kW左右，那么所設計的機器總功率估計值 P=P1+P2=2.5+1=3.5kW 考慮功率傳遞的損失及估算的誤差，選擇功率為4 kW的電動機來作為整個系統(tǒng)的動力。參考手冊[2]，選擇Y系列封閉式籠型三相異步電動機電動機，其型號及參數(shù)如表4-1。 型號 額定功率/kW 轉速/( r/min) 電流/ A 效率/ % 功率因數(shù) cosφ Y160M1-8 4.0 720 9.91 84 0.73 圖4-2 電動機安裝尺寸及外形尺寸圖 表4-2尺寸數(shù)據(jù) 中心高 H 外型輪廓尺寸 安裝尺寸A×B 軸伸尺寸 D×E 裝鍵部位尺寸 F×G 160 L=600 AC=325 AD=255 HD=385 254×210 42×110 12×37 4.3電動機帶輪與快輥傳動設計 1）首先根據(jù)皮帶輪所傳遞的功率選擇電動機，計算功率 Pc=KA×P kA—工作情況系數(shù)，據(jù)書[3]表11.5，取為1.1。 P —傳遞的功率，此處為電機傳遞到快輥的功率，約為1.25kW。 因此Pc=1.1×1.25=1.36kW 2）選用V帶型號: 查書[3]圖11.15，選為A型帶，為了保持一致性，整個帶傳動均采用A型帶。 3）大、小帶輪直徑： D1帶輪的直徑由書[3]表11.6，取為125mm。D2帶輪直徑為 D2=1-εD1n1n2 ε —帶傳動滑動率，根據(jù)書[3]，取為1%。 n1—D1帶輪的轉速，此處為電機轉速720r/min。 n2—D2帶輪的轉速，此處為快速輥轉速350r/min。 D2=1-1%×125×720350=254.6mm 取標準帶輪直徑D2=250mm。 4）求V帶基準長度Ld和中心距a D2帶輪的實際轉速 n2=1-εD1n1D2 n2=1-1%×125×720250=356.4r/min 皮帶的長度 L=πDm+2a+Δ2a 其中Dm-Dm=D1+D22=125+2502=187.5mm Δ —Δ=D2-D12=250-1252=62.5mm。 a —初取中心距，據(jù)書[3]，取為500mm。 L=3.14×187.5+2×500+62.52500=1596.6mm 查書[3]圖11.4，取標準帶長Ld=1600mm。 則實際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 a=1600-3.14×187.54+141600-3.14×187.52-8×62.52 =501.7mm 5）驗算小帶輪包角 α1=180°-D2-D1a×60° α1=180°-250-125501.7×60° =165.1° α1=165.1°>120°，符合包角要求。 6）驗算帶速 帶速 v=πD1n160×1000 v=3.14×125×72060×1000 =4.71m/s 在5～20m/s內(nèi)，所以帶輪直徑是合適的。 7）求V帶根數(shù)： 傳動比 i=n1n2=720356.4=2.02 V帶根數(shù)z=PcP0+ΔP0kαkl P0—單根V帶傳遞的功率，由書[3]表11.8，取為1.56。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書[3]表11.10，取為0.09。 kα—包角系數(shù)，由書[3]表11.7，取為0.96。 kl—包角系數(shù)，由書[3]表11.12，取為0.99。 z=1.361.56+0.09×0.96×0.99=0.87 因此，取V帶根數(shù)z=1根 8）求作用在帶輪上的預緊力和壓力 張緊力F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 q—V帶質(zhì)量，由書[3]表11.4，取為0.10。 F0=500×1.364.71×12.5-0.960.96+0.1×4.712 =172.5N 軸上的載荷FQ=2zF0sinα12=2×1×172.5×sin165.1°2=342.1N 軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成，各參數(shù)如下表所示 名稱 結果 名稱 結果 名稱 結果 帶型 A型 傳動比 i帶=2.05 根數(shù) 1 基準直徑 dd1=125mm 基準長度 Ld=1600mm 預緊力 172.5N dd2=250mm 中心距 a=500mm 壓軸力 342.1N 8）V帶結構參數(shù) 由書【3】149頁表12-3得選用板孔式帶輪如圖 圖4-3 皮帶輪的結構尺寸 4.4電動機帶輪與慢輥帶輪傳動設計 上一節(jié)已經(jīng)選用了A型帶，電動機皮帶輪直徑也已經(jīng)確定。 1）大、小帶輪直徑： D3帶輪直徑為D3=1-εD1n1n3 n3—D3帶輪的轉速，此處為慢速輥轉速250r/min。 取標準帶輪直徑D3=355mm。 輪的實際轉速n3=1-εD1n1D3=1-1%×125×720355=251r/min 2）求V帶基準長度Ld和中心距a 皮帶的長度L=πDm+2a+Δ2a Dm—Dm=D1+D32=125+3552=240mm。 Δ —Δ=D3-D12=355-1252=115mm。 a —初取中心距，考慮到整個傳動的布置，取為600mm。 L=3.14×240+2×600+1152600=1975mm 查書[3]圖11.4，取標準帶長Ld=2000mm。 則實際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 =1600-3.14×2404+141600-3.14×2402-8×1152 =612.4mm 3）驗算小帶輪包角 D1帶輪包角 α1=180°-D3-D1a×60°180°-355-125612.4×60° =157.5° 帶速v=πD1n160×1000=3.14×125×72060×1000=4.71m/s 4）求V帶根數(shù)： 傳動比 i=n1n3=720251=2.87 V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl Pc—傳遞到慢輥帶輪的功率的計算功率，由于振動篩經(jīng)過此皮帶輪傳動，故包含振動篩功率，按2.5 kW計。 P0—單根V帶傳遞的功率，由書[3]表11.8，取為1.56。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書[3]表11.10，取為0.09 kα—包角系數(shù)，由書[3]表11.7，取為0.95。 kl—包角系數(shù)，由書[3]表11.12，取為1.06。 z=2.51.11+0.09×0.95×1.06=2.07 因此，選用2根V帶就可以滿足要求 5）求作用在帶輪上的預緊力和壓力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2=500×2.54.71×22.5-0.950.95+0.1×4.712 =218.7N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12=2×2×218.7×sin157.5°2=858N 軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成 4.5換向齒輪傳動設計 此處的齒輪只用來改變慢輥的轉動方向，而不需要改變轉速，因此傳動比i=1。此處使屬于閉式軟齒面標準直齒圓柱齒輪傳動，先以齒面接觸疲勞強度來確定基本參數(shù)，再校核彎曲疲勞強度。由于比i=1，因此兩個齒輪的受力情況一致，故只需計算一個齒輪，另一個齒輪的參數(shù)完全一樣。在1.2節(jié)中分析了齒輪的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，現(xiàn)查書[3]，其硬度為229~286HB，平均取258HB。 （1）以齒面接觸疲勞強度計算齒輪基本尺寸 ①齒輪受到的轉矩來自于慢輥，因此齒輪轉矩 T=Ftdm2 Ft —慢輥的切向力，1.3節(jié)中已經(jīng)計算出來為1680N。 dm—慢輥的直徑350mm。 T=Ftdm2=1680×3502=294000N?mm 許用接觸應力公式 [σH]=0.9σHlim σHlim—接觸疲勞極限，由書[3]圖12.17c，為580MPa。 σH=0.9σHlim=0.9×580=522MPa ②初步計算齒輪直徑和齒寬 計算齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得 d=Ad3TψdσH2?u+1u Ad—Ad值據(jù)書[3]表12.16，取82。 ψd—齒寬系數(shù)，由書[3]表12.13，取0.6。 u —齒數(shù)比，由于傳動比為1，故齒數(shù)比也為1 代入數(shù)據(jù) d=82×32940000.6×5222?1+11=125.6mm 選取直徑為d=128mm， 則齒寬b=ψdd=0.6×128=76.8mm 圓整后取齒寬b=77mm。 圓周速度v=πdn60×1000=3.14×128×25160×1000=1.68m/s ③模數(shù)和齒數(shù)計算 因此由書[3]表12.6,選8級精度。閉式軟齒面?zhèn)鲃育X數(shù)宜為20~40，此處初選齒數(shù)為30，則模數(shù)： m=dz=12830=4.26 選取標準模數(shù)m=4，則齒數(shù) z=dm=1284=32 （2）校核齒輪接觸疲勞強度 ①齒輪受到的切向力 Ft=Td=294000128=2296.9N 轉矩T=29.4N.mm 齒輪分度圓直徑 d=128mm ②因此查書[3]表12.10，齒間載荷分配系數(shù) KHα=1Zε2（zε—接觸疲勞強度重合度系數(shù)） Zε=4-εα3 （ εα—端面重合度） 代入計算 εα=1.88-3.21z1+1z2=1.88-3.2132+132=1.68 則接觸疲勞強度重合度系數(shù)為 Zε=4-1.683=0.88 那么齒間載荷分配系數(shù)KHα=10.882=1.29 齒向載荷分配系數(shù)由書[3]表12.11得 KHβ=A+B1+0.6bd2bd2 A、B—由書[3]表12.11，分別取為1.09和0.16。 KHβ=1.09+0.161+0.6771282771282 =1.22 ③載荷系數(shù) 由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)取 根據(jù)，7級精度，由《機械設計》圖10-8（P194）得 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) 由《機械設計》表10-4查得齒向載荷分配系數(shù) 載荷系數(shù)=1.25*1.05*1.29*1.17=1.98 ④許用接觸應力[σH]=σHlimZNSHmin ZN —接觸壽命系數(shù)，由于無特殊要求，由書[3]圖12.18，取為1.3。 SHmin—接觸最小安全系數(shù)，由書[3]表12.14，取為1.02 σH=580×1.31.02=739.2MPa ⑤實際接觸應力σH=ZEZHZε2KTbd2?u+1u ZE—彈性系數(shù)，由書[3]表12.12，取為189.8MPa。 ZH—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由書[3]圖12.16，應取為2.5 σH=189.8×2.5×0.88×2×1.98×29400077×1282?1+11 =567.3MPa σH=567.3MPa<σH=739.2MPa，故接觸疲勞強度校核合格，可以接著校核彎曲疲勞強度。 （3）校核齒輪接彎曲疲勞強度 ①彎曲疲勞強度的齒間載荷分配系數(shù)由書[3]表12.10得 KFα=1Yε(Yε—彎曲強度重合度系數(shù)) Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.68=0.7 那么彎曲疲勞強度的齒間載荷分配系數(shù)KFα=10.7=1.44 ②齒寬與全齒高之比 bh=772.25×4=8.56 ③載荷系數(shù) 由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)取 根據(jù)，7級精度，由《機械設計》圖10-8（P194）得 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) 由《機械設計》表10-4查得齒向載荷分配系數(shù) 載荷系數(shù)=1.25*1.05*1.44*1.15=2.17 彎曲應力[σF]=σFlimYNYXSFmin σFlim—彎曲疲勞極限，由書[3]圖12.13c，取為450MPa。 YN —彎曲壽命系數(shù)，由書[3]圖12.24，取為1.15。 YX —尺寸系數(shù)，由書[3]圖12.25，取為1。 SFmin —彎曲最小安全系數(shù)，由書[3]表12.14，取為1.25。 σF=450×1.15×11.25=414MPa 實際彎曲應力σF=2KTbdmYFaYSaYε YFa—齒形系數(shù)，由書[3]圖12.21，取為1.25。 [3]圖12.22，取為1.63 σF=2×2.17×29400077×128×4×2.53×1.63×0.7 =93MPa σF=93MPa<σF=414MPa，故彎曲疲勞強度校核合格。 （四）齒輪設計小結 經(jīng)過計算以及校核，可以確定齒輪的基本參數(shù)，進而得到齒輪的尺寸。 名稱 符號 公式 數(shù)值 齒數(shù) z —— 32 分度圓直徑 d d=mz 128 齒頂高 ha ha=ha*m 4 齒根高 hf hf=ha*+c*m 5 齒頂圓直徑 da da=d+2ha 136 齒根圓直徑 df df=d-2hf 118 中心距 a a=12mz1+z2 256 孔徑 d0 55 齒寬 b b=ψdd1 77 4.6清選裝置設計 清選裝置包括振動篩和一個有獨立電機的風機，由于清選的效果由諸 多因素決定，因此只能在有條件的實驗中能夠達到很滿意的清選效果。因此，本設計中參考已有振動篩來確定參數(shù)。振動篩主要參數(shù)如表4-2。 表4-2 振動篩相關參數(shù) 項目 值 曲軸轉速 220r/min 曲柄偏心距 40mm 連桿長度 200 mm 長吊桿長度 300 mm 短吊桿長度 220 mm 吊桿間距 500mm 振動篩尺寸 800mm×400mm 風扇電動機選擇分馬力異步電動機CO2-7114，其參數(shù)如表 表4-3 篩選風扇參數(shù)表 型號 功率/W 電流/ A 電壓/ V 頻率/ Hz 轉速/( r/min) CO2-7114 120 1.88 220 50 1400 該風扇電機安裝可以調(diào)速的裝置，以便在清選的時候可以控制風速，從而達到較好的清選效果。 （1）振動篩皮帶傳動設計 振動篩的動力是從換向齒輪軸上的皮帶輪傳出來的，在2.1節(jié)已經(jīng)選用了A型帶，初取換向齒輪軸小皮帶輪直徑D4=125mm。 D4帶輪直徑為D5=1-εD4n4n5 n5—D5帶輪的轉速，此處為振動篩曲軸轉速220r/min。 D5=1-1%×125×251220=141.2mm 取標準帶輪直徑D5=150mm。 D3帶輪的實際轉速 n5=1-εD4n4D5 n3=1-1%×125×251150=209.2r/min 皮帶的長度 L=πDm+2a+Δ2a Dm—Dm=D4+D52=125+1502=137.5mm。 Δ —Δ=D5-D42=250-1252=12.5mm。 a —初取中心距，考慮到整個傳動的布置，取為600mm。 L=3.14×137.5+2×600+12.52600=1632.2mm 查書[3]圖11.4，取標準帶長Ld=1800mm。 則實際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 a=1800-3.14×137.54+141800-3.14×137.52-8×12.52 =683.9mm D1帶輪包角 α1=180°-D5-D4a×60° α1=180°-250-125612.4×60°=177.8° α1=177.8°<120°，符合包角要求。 帶速 v=πD4n460×1000 v=3.14×125×25160×1000 =1.64m/s 傳動比 i=n4n5 i=251209.2=1.2 V帶根數(shù)z=PcP0+ΔP0kαkl Pc—傳遞到振動篩的功率的計算功率，按1 kW計。 P0—單根V帶傳遞的功率，由書[3]表11.8，取為0.94。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書[3]表11.10，取為0.04。 kα—包角系數(shù)，由書[3]表11.7，取為0.99。 kl—包角系數(shù)，由書[3]表11.12，取為1.01。 z=10.94+0.09×0.99×1.01=1.02 因此，選用1根V帶就可以滿足要求 張緊力F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 F0=500×11.64×12.5-0.990.99+0.1×1.642 =465.3N 軸上的載荷FQ=2zF0sinα12 FQ=2×1×465.3×sin177.8°2=930.4N 按照傳動布置的要求，此力在平面內(nèi)的角度為293°。 軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。 α1<120°，符合包角要求。 4.7軸的設計 （1）電機軸的設計 軸的設計中，先估算軸的最小直徑，再根據(jù)軸的安裝的零件等來設計 軸的結構，最后校核軸。 ①軸的最小軸徑的確定 根據(jù)軸的最小直徑，已知電機的額定功率電機轉速 根據(jù)最小軸徑公式 =20.5考慮到三個個鍵的存在軸徑應該擴大15%～21%， 已選用45鋼， C=118～107。取C=118 選擇ML3型梅花形彈性聯(lián)軸器?，根據(jù)聯(lián)軸器型號，故取 根據(jù)軸上零件的安裝和固定要求，將軸分為七段 軸段1-2：安裝聯(lián)軸器，根據(jù)聯(lián)軸器型號得知孔長度為42mm，電機軸長比孔短2-3mm，取 軸段2-3：這段是對帶輪進行定位，取 軸段3-4段：此段是安裝后小帶輪，前面算出帶輪寬度B=40mm，帶輪孔徑d=25mm取 軸段4-5：此軸段是裝套筒進行固定前后皮帶輪，取 軸段5-6段：此段是安裝前小帶輪，前面算出帶輪寬度B=40mm，帶輪孔徑d=25mm加上擋圈長度取 由于此軸段受力較小，故此軸段校核暫不考慮。 （2）快輥軸的設計 軸的最小直徑 dmin=A03Pn A0—由書[4]表15-3，取為120。 P —快輥所傳遞的功率，估計為1.25kW。 n —快輥轉速，為350 r/min。 dmin=120×31.25350=21.3mm 由于軸上開有鍵槽，加大軸的直徑15%，dmin=21.3×115%=24.5mm因此，取最小軸徑為25 mm。顯然，此處的安裝皮帶輪處的軸徑應為最小軸徑，取為25 mm。 軸上零件擬定裝配圖如圖4-4。 Ⅰ-Ⅱ軸段，改為螺栓加擋圈固定。 Ⅱ-Ⅲ軸段，已經(jīng)確定。其長度由安裝的皮帶輪的輪轂長度決定，取取皮帶輪輪轂長度為40 mm，則該軸段應該短2~3 mm，故取。 Ⅲ-Ⅳ軸段，為皮帶輪定位，定位軸肩高應為0.07~0.1d故取。該軸段跨過軸承蓋，取其長度為。 圖4-4 快輥軸裝配方案圖 Ⅳ-Ⅴ軸段，安放深溝球軸承，查手冊[5]，選取深溝球軸承6209，其尺寸為45×85×19，定位軸肩直徑為51mm。故dⅣ-Ⅴ=45mm，lⅣ-Ⅴ=21mm。 Ⅵ-Ⅶ軸段，為安裝脫殼輥，應比前一軸段高出一些，長度比輪轂短一些。故取dⅥ-Ⅶ=55mm，該段輪轂長度為90mm，取lⅥ-Ⅶ=87mm。Ⅷ-Ⅸ軸段，與Ⅵ-Ⅶ軸段一樣dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=87mm。Ⅶ-Ⅷ軸段，為減少加工的長度和使輥的裝配更方便，所以直徑應小些，dⅦ-Ⅷ=51mm。其長度為脫殼輥的長度減去輪轂的長度，再短2~3 mm，故lⅦ-Ⅷ=317mm。 Ⅸ-Ⅹ軸段，安裝與Ⅴ-Ⅵ軸段相同， dⅨ-Ⅹ=51mm，lⅨ-Ⅹ=27mm。 Ⅹ-Ⅺ軸段，安裝與同型號軸承，dⅩ-Ⅺ=45mm，lⅩ-Ⅺ=21mm。 查閱書[4]表15-2，軸各處倒角或倒圓為1.2 mm。 （3）軸的彎扭合成校核 。 圖4-5 快輥彎扭合成圖 由圖中可以看出，在截面C承受最大彎矩，因此校核截面C的強度 σca=McaW經(jīng)計算該截面的合成彎矩為457447.4N?mm，σca=457447.40.1×513=34.5MPa 前已選定軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查書[4]表15-1，σ-1=60MPa。σca=34.5MPa<σ-1=60MPa，故彎扭合成校核合格。 4.8慢速輥軸設計 由于慢輥軸與快輥軸承受的扭矩大小基本一樣，所以慢輥軸選定與快 輥軸相同的軸承，是滿足最小直徑要求的，因此根據(jù)選定的軸承來設計慢輥軸的結構。 （1）軸的結構設計 軸上零件擬定裝配圖如圖4-6。 圖4-6 慢輥軸裝配圖 Ⅰ-Ⅱ軸段，安裝深溝球軸承，尺寸為故dⅠ-Ⅱ=45mm，lⅠ-Ⅱ=21mm。 Ⅱ-Ⅲ軸段，為軸承定位，dⅡ-Ⅲ=51mm，為了保持齒輪與殼體之間的間隙，取lⅡ-Ⅲ=30mm。 齒輪處用彈性擋圈定位，查手冊[2]選用： 軸徑為55 mm，材料為65Mn，熱處理44-51HRC，經(jīng)表面氧化處理的A型軸用彈性擋圈。擋圈GB-T 894.1-1986。 Ⅲ-Ⅳ軸段，為擋圈定位，根據(jù)擋圈安裝要求，取dⅢ-Ⅳ=55mm，lⅢ-Ⅳ=5mm。 Ⅳ-Ⅴ軸段，安放擋圈，根據(jù)擋圈安裝要求，取dⅣ-Ⅴ=50.8mm，lⅣ-Ⅴ=2.2mm。 Ⅴ-Ⅵ軸段，安裝齒輪，齒輪輪轂取為55 mm，長度為84 mm，因此取dⅤ-Ⅵ=55mmlⅤ-Ⅵ=83.8mm。 Ⅵ-Ⅶ軸段，為齒輪定位，根據(jù)定位要求，故取dⅥ-Ⅶ=64mm， lⅥ-Ⅶ=12mm。 以下幾個軸段均與快輥相應的軸段參數(shù)一致。 Ⅶ-Ⅷ軸段， dⅦ-Ⅷ=51mm， lⅦ-Ⅷ=27mm。 Ⅷ-Ⅸ軸段， dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=87mm。 Ⅸ-Ⅹ軸段， dⅨ-Ⅹ=51mm，lⅨ-Ⅹ=317mm。 Ⅹ-Ⅺ軸段， dⅩ-Ⅺ=55mm，lⅩ-Ⅺ=87mm。 Ⅺ-Ⅻ軸段， dⅪ-Ⅻ=51mm， lⅪ-Ⅻ=27mm。 Ⅻ-ⅫⅠ軸段， dⅫ-Ⅻ Ⅰ=45mm，lⅫ-Ⅻ Ⅰ=21mm。 查閱書[4]表15-2，軸各處倒角或倒圓為1.2 mm。 （2）軸的彎扭合成校核 軸的彎扭合成圖如圖4-7。 由圖中可以看出，在截面C承受最大彎矩，因此校核截面C的強度 σca=McaW 經(jīng)計算該截面的合成彎矩為500868.3N?mm，σca=500868.30.1×513=37.8MPa 前已選定軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查書[4]表15-1，σ-1=60MPa。σca=37.8MPa<σ-1=60MPa，故彎扭合成校核合格。 圖4-7 慢輥彎扭合成圖 4.9換向齒輪軸設計 （1）軸最小直徑的確定 軸的最小直徑 dmin=A03Pn A0—由書[4]表15-3，取為120。 P —換向齒輪軸所傳遞的功率，估計為2.5kW。 n —軸轉速，與慢速輥轉速相同，為251 r/min。 dmin=120×32.5251=25.8mm 由于軸上開有鍵槽，加大軸的直徑15%。 dmin=25.8×115%=27.6mm 取最小軸徑為35 mm。此處的安裝皮帶輪處的軸徑應為最小軸徑，為35 mm。 （2）軸的結構設計 軸上零件擬定裝配圖如圖3-5。 圖4-8換向齒輪軸裝配圖 Ⅰ-Ⅱ軸段，改為螺栓加擋圈固定 Ⅱ-Ⅲ軸段，已經(jīng)確定dⅡ-Ⅲ=35mm。其長度由安裝的皮帶輪的輪轂長度決定，由于此處有三根V帶，取皮帶輪輪轂長度為80 mm，則該軸段應該短2~3 mm，故取lⅡ-Ⅲ=77mm。 Ⅲ-Ⅳ軸段，為皮帶輪定位，取dⅢ-Ⅳ=42mm。該軸段跨過軸承蓋，取其長度為lⅢ-Ⅳ=40mm。 Ⅳ-Ⅴ軸段，安放深溝球軸承，型號如前所選。故dⅣ-Ⅴ=45mm，lⅣ-Ⅴ=21mm。 Ⅴ-Ⅵ軸段，為軸承定位dⅤ-Ⅵ=51mm。為保持齒輪與箱體之間的間隙，取其長度為lⅤ-Ⅵ=30mm。 Ⅵ-Ⅶ軸段，與慢輥軸對應軸段一致，dⅥ-Ⅶ=55mm，取lⅥ-Ⅶ=5mm。 Ⅶ-Ⅷ軸段，與慢輥軸對應軸段一致，dⅦ-Ⅷ=50.8mm，lⅦ-Ⅷ=2.2mm。 Ⅷ-Ⅸ軸段，與慢輥軸對應軸段一致， dⅧ-Ⅸ=55mm，lⅧ-Ⅸ=83.8mm。 Ⅸ-Ⅹ軸段，與慢輥軸對應軸段一致，， dⅨ-Ⅹ=64mm，lⅨ-Ⅹ=12mm。 Ⅹ-Ⅺ軸段，考慮齒輪與箱體的間隙，dⅩ-Ⅺ=51mm，lⅩ-Ⅺ=10mm。 Ⅺ-Ⅻ軸段，安放軸承， dⅪ-Ⅻ=45mm， lⅪ-Ⅻ=21mm。 查閱書[4]表15-2，軸各處倒角或倒圓為1.2 mm。 （3）軸的彎扭合成校核 軸的彎扭合成圖如圖4-9。 由圖中可以看出，在截面C承受最大彎矩，因此校核截面C的強度 σca=McaW 經(jīng)計算該截面的合成彎矩為232853.9N?mm σca=232853.90.1×553=14.0MPa 前已選定軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查書[4]表15-1，σ-1=60MPa σca=14MPa<σ-1=60MPa，故彎扭合成校核合格。 圖4-9換向齒輪軸彎扭合成圖 由于振動篩軸受載荷不大，因此不做校核，至此軸的設計校核部分就完成了。 4.10軸承校核與潤滑 本設計中只選用了深溝球軸承 6209 GB/T276-1994故只考慮該軸承，但由于對軸承壽命無特殊要求，并且軸承受力較小，故滿足一般使用要求，不進行校核。 滾動軸承的潤滑根據(jù)速度因數(shù)進行選擇，速度因數(shù)dn d—與軸承配合軸徑的直徑，所有軸均為45 mm。 n—工作轉速，四根軸中最大轉速為356.4 r/min。 dn=45×356.4=16038mm? r/min 根據(jù)書[3]表18.17，選擇脂潤滑，考慮其工作情況，不屬于高速和高溫場合，因此選用一般的軸承脂潤滑即可。采用氈封圈密封。 4.11鍵校核 本設計中選擇了三種鍵?？燧亷л喤c振動篩是同樣的鍵，b=8mm， h=7mm，： 慢輥帶輪鍵，，h=8mm，： 脫殼輥鍵，，h=10mm，l=80mm： 齒輪鍵，，h=10mm， 鍵聯(lián)接所承受的應力，參考書[4]6-1式 σp=2Tkld l —接觸有效長度。 k—鍵與輪轂鍵槽接觸高度，k=0.5h。 d—該段軸軸徑。 快輥帶輪鍵承受應力 許用擠壓應力σp，由書[3]表7.1，選用110MPa。 慢輥帶輪鍵承受應力 校核合格。 脫殼輥鍵承受應力 校核合格。 齒輪鍵承受應力 校核合格。 第五章 花生脫殼機的PROE建模及其仿真 （一）Pro/Enginee建模 5.1 Pro/Engineer簡介 Pro/Engineer是一款操作軟件，該軟件以參數(shù)化著稱，是參數(shù)化技術的最早應用者，在目前的三維造型軟件領域中占有著重要地位，是美國參數(shù)技術公司（PTC)旗下的CAD/CAM/CAE一體化的三維軟件。作為當今世界機械CAD/CAE/CAM領域的新標準而得到業(yè)界的認可和推廣。是現(xiàn)今主流的CAD/CAM/CAE軟件之一，特別是在國內(nèi)產(chǎn)品設計領域占據(jù)重要位置。 本次設計通過對花生脫殼機的三維設計，利用PROE軟件對其進行三維建模。在建模過程中對原先草擬的尺寸進行了修改，使用PROE軟件設計方便快捷， 并對其進行了仿真，對有干涉的地方進行了更正并出了工程圖。 5.2重要零部件的三維造型 （1） 齒輪 本次設計的齒輪在整個花生脫殼機的工作中只是起到換向的作用，并未起到減速的作用，因此對齒輪的精度要求不是很高，利用PROE對其參數(shù)化的設計并對其結構進行了簡化。圓柱直齒輪的參數(shù)已在上述章節(jié)已經(jīng)確認，故此不再贅述。 ①進入PROE零件建模界面，新建齒輪文件，進入草繪界面，在坐標點畫四個同心圓，直徑任意。如圖5-1 圖5-1 ②、進入工具-參數(shù)，將直齒輪的相關參數(shù)輸入進去，例如齒數(shù)、模數(shù)、齒頂高系數(shù)。 圖5-2 齒輪參數(shù) ③.利用曲線方程生成漸開線輪齒廓。 ④利用鏡像拉伸命令生成輪齒，然后利用陣列特征生成32個輪齒。如圖5-3所示 圖5-3 輪齒生成 ⑤利用拉伸命令對齒輪進行軸孔和鍵槽的生成。這樣完成了齒輪的生成。最終的齒輪造型如圖5-4所示 圖5-4 齒輪 （2） 脫殼軸上帶輪 本次設計的帶輪起到傳遞動力的作用和減速的作用，花生脫殼機是屬于農(nóng)業(yè)機械，對其脫殼的精度不高，最重要的是要保證其效率高，這也是本次設計為什么選擇帶輪傳動的重要原因。 ①首先草繪出帶輪外輪廓及V型槽利用旋轉命令生成帶輪外形。 ②利用拉伸切除命令畫出減重孔軸孔及鍵槽。如圖5-5所示。 圖5-5 帶輪造型 （3）其余零件的三維建模 風機造型 脫殼軸造型 5.3 裝配圖 利用裝配命令對整個花生脫殼機進行裝配，對干涉的地方進行了約束檢查。 5.4 運動仿真 （1）仿真要求： 利用電機將動力傳遞到快輥、慢輥、振動篩上，其傳遞流程如下： 電機帶動前后小帶輪，后小帶輪帶動快輥軸，通過快輥軸帶動快輥；前小帶輪帶動換向軸，從而帶動換向齒輪1，換向齒輪1和換向齒輪2嚙合，帶動慢輥軸，從而帶動慢輥，慢輥軸的速度和換向軸的轉速一樣是電機軸的一半；換向軸利用同步帶輪帶動脫殼軸，脫殼軸通過帶動曲柄機構帶動振動篩往復運動。 （2）各部分的仿真定義 ①.電機組件的仿真定義 1）新建電機組件裝配，將電機導入，選擇缺省命令，默認電機放置位置 2）由于聯(lián)軸器在電機帶動下需要旋轉，把動力軸選在聯(lián)軸器上，利用“銷釘”命令，將電機軸線與聯(lián)軸器大段軸線對齊，接觸面距離電機10mm，如圖5-6 圖5-6 聯(lián)軸器的約束 3）確定動力軸以后，下面就開始定義其他零件，對小帶輪軸進行端面對齊和軸線對齊，兩個小帶輪定義也是如此，這樣，電機組件定義就完成了，如圖5-7所示。 圖5-7電機組件 ②、機體組件仿真定義 1）新建機體組件，將機體“缺省”放置，由于每個軸需要旋轉因此將各軸與機體利用銷釘約束，完成各軸的定義。 2）由于仿真過程中，機體是不動的，對于軸承端蓋的約束需要利用與機體的配合約束，不能與軸進行定義連接，否則仿真過程中會出現(xiàn)端蓋也會跟著旋轉，相比而言，齒輪，軸承及帶輪由于需要做旋轉運動因此定義約束時要和軸進行配合。 ③、運動仿真 1）將電機組件和機體組件進行配合，完成整個仿真前的定義。 2）連接皮帶，利用插入命令和對齊命令將皮帶對齊，完成皮帶的定義。 3）定義伺服電機，將聯(lián)軸器的軸線作為伺服電機的中心，定義速度值為720r/min。 4）定義帶傳動，將每對帶輪的起始面與終止面選上，完成帶輪的定義。 5）定義齒輪，選擇每對齒輪的軸線，輸入節(jié)圓尺寸128mm，完成齒輪的嚙合。 6）設定仿真時間為30s，然后點確定播放。 7）利用回放工具，捕捉視頻，然后保存視頻格式為AVI格式，至此整個仿真就做好了。  第6章 設計小結 花生脫殼機一直是個老題目，為了避開和別的花生脫殼機重復，自己做了一些改進，比如將脫殼機的形式改為滾筒擠壓，然后利用PROE對其經(jīng)行建模仿真，特別是仿真這一塊，在仿真的過程中遇到許多困難，例如對皮帶輪和齒輪仿真這一塊，開始無從下手，然后上網(wǎng)查資料，知道了皮帶輪和齒輪仿真的步驟，進行了幾天的調(diào)試終于完成，現(xiàn)在對于仿真自己有些得心應手了。從開始的查詢資料到設計計算再到三維建模仿真到出工程圖修改，到最終的論文，可以說一步一個腳印，以前對于PROE